Расчет, выбор и обоснование посадок соединений редуктора
Размещено на /
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
РЕФЕРАТ
1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ
1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений
1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений
1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений
2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ
2.1 Расчет и выбор посадок с натягом
3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
4. РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
4.1 Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости
4.2 Решение линейных размерных цепей вероятностным методом
Список использованных источников
линейная цепь квалитет тихоходный
ВВЕДЕНИЕ
Программой курса «Стандартизация норм точности» выполнение курсовой работы, цель которой проверка знаний студентов по дисциплине. Важнейшее свойство совокупности изделий – Взаимозаменяемость в значительной мере определяет технико-экономические устройства.
Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежит стандартизация, объектом которой в машиностроении является точность, взаимозаменяемость и технические измерения. Взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля.
Стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.
Сборочной единицей является узел редуктора. Данный редуктор применяется для понижения оборотов передающихся от двигателя к потребителю и повышения крутящего момента на выходе. Данный редуктор является первичной или вторичной ступенью.
РЕФЕРАТ
Курсовой работы по стандартизации норм точности студента третьего курса, 132 м группы агромеханического факультета Кумагерчика Дмитрия Викторовича
Состоит из 25 страниц, в том числе 5 рисунков, 7 таблиц и графической части включающей фрагмент общего вида редуктора и рабочего чертежа вала, выполненного на формате А3.
Перечень ключевых слов: взаимозаменяемость, допуски, квалитет, посадка, зазор, натяг, стандартизация, контроль, измерение.
Представлены результаты выполнения 4 – х заданий, охватывающих основные разделы курса.
В задании 1 дан анализ допусков и посадок, рассчитаны геометрические параметры гладких цилиндрических соединений и выбраны средства измерения для контроля его деталей. Определены геометрические параметры шпоночных и шлицевых соединений.
В задании 2 на основании расчётов функциональных параметров выбрана посадка с натягом для зубчатого колеса.
В задании 3 на основании расчётов выбрана посадка для подшипников качения. Для заданного номинального диаметра соединения, допустимого радиального биения втулки на валу и вероятности появления зазоров и натягов в соединении выбрана переходная посадка.
В задании 4 по заданному замыкающему звену сборочной единицы выявлены и рассчитаны методом максимума минимума и вероятностным методом размерная цепь.
1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ
1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений
Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, обосновать выбором системы, посадок, квалитетов. Для соединения на валу определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок, назначить допуски формы и расположения поверхностей, построить схему расположения допусков. Для деталей данного сопряжения выбрать средства измерения. Вычертить рабочий чертёж вала.
Определяем силовые факторы, действующие на вал:
Крутящий момент на валу:
( кНм),
где - мощность на выходном валу редуктора,кВт.
Определяем диаметр вала на выходе
(мм)
По таблице 1.3 ([1] стр.34) принимаем d=36мм
В зацеплении со стороны шестерни действует сила:
Окружная
(Н) ,
где делительный диаметр колеса тихоходной ступени.
(мм),
где m-модуль зацепления тихоходной ступени.
радиальная
(Н);
;
(Н);
(Н);
Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал
Плоскость YZ
(Н)
∑MB=0
(Н)
Проверка ∑У=0
Плоскость XY:
Так как силы расположены симитрично ,то
(Н)
Определяем суммарные реакции апор:
(Н)
Определим тип подшипников, установленных на валу
∑Fa/R=0<0,3
Назначаем шариковый подшипник №309.
Назначаем и обосновываем посадки для соединений расположенных на валу (результаты сводим в табл. 1)
Таблица 1.Посадки, допуски и шероховатости для соединений и деталей
Наименование соединений. | Выбранная посадка. | Отклонение формы и расположения. | Шероховатость поверхности. | Примечание. |
1 Ступица зубчатого колеса вал. |
Ж |
|||
1.1 вал |
Ж53 |
0.8 |
Табл. 2.18 стр.393 [1] Табл 2.40 стр.443 [1] |
|
1.2 ступица |
Ж53 |
1.25 |
Табл. 2.18 стр.393 [1] Табл 2.40 стр.443 [1] |
|
2 Внутреннее кольцо подшибника-вал | Ж45 |
|||
2.1 вал |
Ж45 |
1.25 |
Табл. 2.18 стр.393 [1] Табл 2.40 стр.443 [1] |
|
2.2внутреннее кольцо |
Ж45 |
— |
— |
Устанавливается заводом изготовителем |
3 Наружное кольцо подшипника корпус | Ж100 |
|||
3.1 наружное кольцо |
Ж100 |
— |
— |
Устанавливается заводом изготовителем |
Наименование соединений. | Выбранная посадка. | Отклонение формы и расположения. | Шероховатость поверхности. | Примечание. |
3.2 корпус. |
Ж100 |
1.25 |
Табл. 2.18 стр.393 [1] Табл 2.40 стр.443 [1] |
|
4. Крышка подшипника корпус |
Ж100 |
|||
4.1 крышка подшипника |
Ж100 |
1.25 |
Табл. 2.18 стр.393 [1] Табл 2.40 стр.443 [1] |
|
4.2 корпус |
Ж100 |
Согласно требованиям под наружное кольцо подшипника |
Для деталей данного сопряжения выбираем средства измерений:
Зная диаметр и допуски (квалитет) контролируемого размера по таблице 1.60 ([1] стр.184) находим допускаемые погрешности измерения.
Выбираем приборы для измерения отверстия и вала удовлетворяющие условию dинЈd. Результаты выбора средств измерения для сопряжения сводим в таблицу 2.
Таблицу 1.2-Объекты измерения и метрологические характеристики выбранных измерительных средств
Объект измерения | Т мкм | d мкм | dин мкм | Средства измерения | Условия измерения |
Внутренний диаметр зубчатого колеса 53H7 |
25 | 7,0 | 6.5 | Нутромер индикаторный | Отсчётное устройство измерительной головки с ценой деления 0.001 или 0.002 мм. перемещение 0.1 мм. Средства установки —концевые меры длины 1го класса |
Вал 53k6 |
16 | 5.0 | 4.0 | Микрометр гладкий | Цена деления 0.01-0,002 мм. Пи настройке на нуль по установочной мере перемещением 25 мм. |
1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений
Выбор посадок для шпоночного соединения зубчатое колесо - вал, исходя из его назначения и вида, обосновать выбор посадок, определить предельные отклонения, назначить допуски расположения и шероховатость сопрягаемых поверхностей. Назначить поля допусков и предельные отклонения на сопрягаемые размеры. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения. Так как Т<100 НЧм, принимаем нормальное шпоночное соединение. Определяем для Ж36 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице 4.64 и 4.66 ([2]. стр.235 , 238) b=10; h=8; t1=5,0; t2=3,3; l=56 мм Определяем для Ж53 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице 4.64 и 4.66 ([2]. стр.235 , 238) b=16; h=10; t1=6,0; t2=4,3; l=56 мм Выбираем по таблице 4/65 ([2].стр.237) посадки по b для соединений; паз вала – шпонка - 16; паз втулки – шпонка - 16 Определяем по таблице 1.28 и 1.37 ([1]) предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски, предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сносим в таблицу 3.
Таблица 3-Размерные характеристики шпоночного соединения
Наименование размера | Номинальный размер | Поле допуска | Предельные отклонения, мм | Предельные размеры, мм | Допуск размера Т, мм | ||
верхнее | нижнее | max | Min | ||||
Ширина шпонки | 16 | h9 | 0 | -0.043 | 16.0 | 15.957 | 0.043 |
Высота шпонки | 10 | h11 | 0 | -0.09 | 10 | 9.91 | 0.09 |
Ширина паза | 16 | N9 | 0 | -0.043 | 16 | 15.957 | 0.043 |
Глубина паза вала | 6 | — | +0.2 | 0 | 6.2 | 6.0 | 0.2 |
Ширина паза втулки | 16 | Js9 | +0.021 | -0.021 | 16.021 | 15.979 | 0.042 |
Глубина паза втулки | 4.3 | — | +0.2 | 0 | 4.5 | 4.3 | 0.2 |
Длина шпонки | 56 | h14 | 0 | -0.740 | 56 | 55.26 | 0.74 |
Длина паза вала | 56 | H15 | +1.2 | 0 | 57.2 | 56 | 1.2 |
Наименование сопряжения | DN, мм | посадка | Зазоры, мм | Натяги, мм | Допуски посадки TSN , мм | ||
Smax | Smin | Nmax | Nmin | ||||
Шпонка паз вала | 16 | 0.043 | 0.043 | 0.086 |
Шпонка паз втулки | 16 | 0.064 | 0.021 | 0.085 |
Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, вала и втулки Ra = 3.2 мкм, а несопрягаемых поверхностей- Ra=12,5 мкм. Выбираем по экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка -шлифование плоское получистовое; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.
Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схема расположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения его расположения. Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контроль элементными калибрами производится до контроля комплексными калибрами.
На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производит с помощью предельных калибров.
Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d + t2) контролируют пробкой со ступенчатым выступом.
Глубину паза вала проверяют кольцевыми калибрами -глубиномерами; симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.
При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения, так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения, а при восстановлении желательно применять предельные калибры.
1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений
Вместо шпоночного соединения (зубчатое колесо-вал) назначить шлицевое соединение (зубчатое колесо-вал). Обосновать метод выбора центрирования, системы посадок. Определить предельные отклонения выбранных полей допусков центрирующих и не центрирующих параметров; рассчитать предельные зазоры в соединениях и результаты свести в таблицу.
Построить схемы расположения полей допусков и эскиз шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении.
В данное время применяют три способа центрирования сопрягаемой втулки и вала: по наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d и по боковым поверхностям шлицов b.
Выбор способа центрирования определяется эксплутационными требованиями и технологическими факторами.
Основным мотивом при выборе центрирования по D или d является возможность наиболее производительно и экономично провести обработку посадочных поверхностей. Центрирование по b применяется крайне редко.
Поскольку предполагается, что в нашем соединении шестерня неподвижна то наиболее экономически выгодно принять центрирование по D.
Находим [Sf] по формуле
=Ј[cm] ([3], стр. 53)
[Sf]=
[Sf]=
Принимаем по таблице 4.5 ([3]) , стр 60) Sf=127.9.
Следовательно данное шлицевое соединение относится к лёгкой серии, нормальные размеры соединения: 85258;
Так как соединение неподвижно, то выбираем метод центрирования по диаметру D. Для размеров D и b выбираем поля допусков и посадки по таблице 4.72 ([2] , стр 252)
Для D , для b.На не центрирующий диаметр втулки d=42 мм назначаем по таблице 4.75 ([2] , стр 253 ) поле допуска H11 не центрирующий d вала по таблице 4.71 ([2] , стр 250) dіd1=40.4 мм.
D-852589.
Значение предельных значений отклонений размеров (D,b,d) шлицевого соединения определяем по таблице 1.28 , 1.36 ([1]).
Шероховатость поверхностей для центрирующих (D и b) и не центрирующих (d) элементов соединения назначаем в соответствии с принятыми методами окончательной механической обработки по таблице 2.68 ([1]).
Вычисляем предельные зазоры в соединениях по центрирующим и не центрирующим поверхностям.
Установленные размеры характеристики деталей шлицевого соединения, шероховатость поверхностей и методы механической обработки сводим в таблицу 4.
Таблицa 4-Размерные характеристики и методы механической обработки деталей шлицевого соединения D-852589
Номинальный размер и поле допуска | Предельные размеры, мм | Допуск размера, мм | Шероховатость поверхности, мкм | Метод обработки | |
max | Min | ||||
Отверстие втулки шлицевой | 58,03 | 58 | 0,03 | RA=1.25 | Протягивание чистовое |
Вал шлицевой | 57,97 | 57,94 | 0,03 | RA=1.25 | Шлифование чистовое |
Ширина впадины втулки шлицевой | 9,035 | 9,013 | 0,022 | Протягивание чистовое | |
Толщина шлицов вала | 8,987 | 8,965 | 0,022 | RA=1.25 | Шлицестрогание |
Нецентрирующие элементы | |||||
Отверстие втулки шлицевой | 52,19 | 52 | 0,19 | RA=6,3 |
Зенкерование чистовое |
Вал шлицевой | 52 | 50,4 | 1,6 | RA=6,3 | Шлицестрогание |
Рассчитываем предельные зазоры по центрирующим параметрам D
Smax=ES-ei=+0.03-(-0.06)= 0.09мм.
Smin=EI-es=0-(-0.03)=0.03мм.
по размеру b:
Smax=EI-ei=+0.035-(-0.035)=0.070мм.
Smin=EI-es=0.013-(-0.013)=0.026мм.
по размеру d:
Smax=ES-ei=0.150-(-1.6)=1.75мм.
Smin=EI-es=0мм.
Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами, пробковыми и кольцевыми калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения.
Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков. Назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрам.
2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ
2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом
Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо вал рассчитать и выбрать посадку с натягом. Построить схему расположения функциональных полей допусков деталей сопряжения. Вычислить эскизы размеров, назначить шероховатость сопрягаемых поверхностей.
Определяем по формулам (1.115) и (1.116) ([1] , стр. 336) величину наибольшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях детали: втулки:Pдоп D=0.58GTD[1-()2]d=80 мм
Вала Рдоп d=0/58GTd[1-()2]d2=53 мм
Принимаем для деталей сталь 45: GTD=353 МПа GTd=353 МПа; md=mD=0.3; E=2*105 МПа;
Pдоп D= МПа
Рдоп d= МПа
Чтобы в материалах вала и втулки не возникло пластических деформаций, принимаем меньшее значение допускаемого давления:
Pдоп=125,1 МПа
Определяем величину наибольшего расчётного (допустимого) натяга по формуле 1.117 ([1] , стр. 336)
Nmax p=Pдоп*d();
Значение коэффициентов жесткости деталей вычисляем по формуле 1.111 ([1] , стр. 334):
СD=
СD=
Сd=
Сd=
Nmax p=мкм
Определяем величину наибольшего функционального натяга по формуле:
Nmax f= Nmax p+U= Nmax f+5(RaD+Rad)
Nmax f=94+5(1,25+0,8)=107,25 мкм
Расчёт наименьшего функционального натяга определяем по формуле 1.107 ([1] , стр. 333) величину наименьшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях деталей:
Pmin=
Pmin= МПа
Определяем по формуле 1.110 ([1] , стр. 334) величину наименьшего расчётного натяга:
Nmin=Pmin*d()
Nmin= мкм
Определяем по формуле Nmin f= Nmin p+U величину наименьшего функционального натяга.
Nmin f=Nmin f+5(RaD+Rad)
Nmin f=5.8+5(1,25+0,8)=16.03.
Выбор посадки.
По известным предельным функциональным натягам посадка выбирается так, чтобы был обеспечен запас прочности при эксплуатации (Nз=Nmin-Nmin f) и технологический запас прочности соединения (Nзс=Nmin f-Nmin).
Изобразим принципиальную схему полей допусков посадки с натягом в системе отверстия. Указываем на схеме наибольший функциональный натяг Nmax f=107,25 мкм.
По таблице 1.30 ([1]) в 4….8 квалитетах подбираем поле допуска вала, у которого es<107,25 мкм на минимальную из всех возможных величин.
Выбираем посадку: Ж53 H8/s7
У которой Nmax =83мкм, Nmin=7мкм
Nзс=Nmax f-Nmax
Nзс=107.25-83=24.25 мкм
От нижней границы поля допуска вала (ei=мкм) откладываем наименьший функциональный натяга (Nmin f=16.03мкм) и отмечаем этот уровень как 57 мкм. Следовательно верхнее отклонение отверстия ES<57 мкм.